JP2781902B2 - Line pressure control device for continuously variable transmission - Google Patents
Line pressure control device for continuously variable transmissionInfo
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、車両用のベルト式無段変速機の油圧制御系
におけるライン圧制御装置に関し、詳しくは、低摩擦路
（低μ路）でのタイヤスリップ時のベルトスリップ防止
対策に関する。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a line pressure control device in a hydraulic control system of a belt type continuously variable transmission for a vehicle, and more particularly, to a line pressure control device for a low friction road (low μ road). The present invention relates to measures for preventing a belt slip when a tire slips.
一般にこの種の無段変速機は、油圧制御系でライン圧
調整弁によりライン圧を発生し、このライン圧をセカン
ダリプーリ側に付与して常にベルトスリップを生じない
ようなプーリ押付作用を行う。また、この場合のライン
圧を用いて変速比制御弁によりプライマリプーリ側にプ
ライマリ圧を生ぜしめベルトを移行することで、無段階
に変速制御するような構成になっている。従って、ライ
ン圧はエンジンからの伝達動力，変速状態等に応じ調圧
して、常に適切なプーリ押付力を付与する必要がある。In general, this type of continuously variable transmission generates a line pressure by a line pressure adjusting valve in a hydraulic control system, and applies the line pressure to a secondary pulley to perform a pulley pressing action so that belt slip does not always occur. In this case, the gear ratio control valve generates the primary pressure on the primary pulley side by using the line pressure and shifts the belt, thereby performing a stepless speed change control. Therefore, it is necessary to adjust the line pressure in accordance with the transmission power from the engine, the speed change state, and the like, and always apply an appropriate pulley pressing force.
そこで従来、上記無段変速機のライン圧制御に関して
は、例えば特開昭54−157930号公報の先行技術がある。
ここで、ライン圧調整弁のライン圧と反対側に、プライ
マリプーリ側からの変速比に応じて移動するセンサシュ
ーをレバー，スプリングを介して連結し、変速比に応じ
たスプリング力を作用する。そしてライン圧をポンプ吐
出量に対し調整しながら、変速比との関係で調圧するこ
とが示されている。Therefore, conventionally, there is a prior art in Japanese Patent Application Laid-Open No. 54-157930 regarding line pressure control of the continuously variable transmission.
Here, a sensor shoe that moves in accordance with the speed ratio from the primary pulley side is connected to a side opposite to the line pressure of the line pressure adjusting valve via a lever and a spring, and a spring force corresponding to the speed ratio is applied. It shows that the pressure is adjusted in relation to the gear ratio while adjusting the line pressure with respect to the pump discharge amount.
ところで、上記先行技術のものにあっては、ライン圧
が変速比との関係でのみ制御されているため、特殊な走
行条件までもライン圧を適正に制御することはできな
い。By the way, in the above-mentioned prior art, the line pressure is controlled only in relation to the gear ratio, so that the line pressure cannot be properly controlled even under special running conditions.
即ち低μ路等での加速時にタイヤスリップする場合
は、第６図に示すようにアクセルの踏込みによりエンジ
ン回転数Neが上昇し、車体速度Vmはほとんど増大しない
にもかかわらず、車輪速度Vwがタイヤスリップで急上昇
する。このとき、車輪速度Vwに基づき油圧制御系でピト
ー圧も増大して変速比ｉは高速段側にアップシフトし、
これに応じライン圧ＰLが低下することになる。そこ
で、かかるタイヤスリップにドライバが気付いてアクセ
ルを開放すると、エンジン回転数Ne,車輪速度Vwが急低
下してタイヤグリップ状態になり、エンジン回転数Neの
低下で変速比ｉはオーバドライブにシフトし、ライン圧
ＰLは最低に制御される。すると、このとき無段変速機
のプライマリ圧は高いが、セカンダリプーリはライン圧
が最低状態で、タイヤスリップにより高速回転していた
状態から急激にタイヤグリップにより回転が拘束され
る。このため、この急速な回転変化に伴いベルトが不測
のスリップを生じる恐れがある。That is, when the tire slips during acceleration on a low μ road or the like, as shown in FIG. 6, the engine speed Ne increases due to the depression of the accelerator, and the wheel speed Vw increases despite the vehicle speed Vm hardly increasing. Soaring due to tire slip. At this time, the pitot pressure also increases in the hydraulic control system based on the wheel speed Vw, and the gear ratio i is upshifted to the higher gear,
Accordingly, the line pressure PL decreases. Then, when the driver notices such a tire slip and releases the accelerator, the engine speed Ne and the wheel speed Vw suddenly decrease to a tire grip state, and the gear ratio i shifts to overdrive due to the decrease in the engine speed Ne. , The line pressure PL is controlled to a minimum. Then, at this time, although the primary pressure of the continuously variable transmission is high, the rotation of the secondary pulley is rapidly restrained by the tire grip from the state in which the line pressure is the lowest and the high speed rotation due to tire slip. For this reason, there is a possibility that the belt may unexpectedly slip due to the rapid change in rotation.
本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、その目
的とするところは、低μ路等でのタイヤスリップ時の不
測のベルトスリップを防ぐことが可能な無段変速機のラ
イン圧制御装置を提供することにある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a line pressure control device for a continuously variable transmission capable of preventing an unexpected belt slip when a tire slips on a low μ road or the like. Is to provide.
上記目的を達成するため、本発明のライン圧制御装置
は、無段変速機の油圧制御系に電気信号によりライン圧
を制御するソレノイド弁を有するライン圧制御系におい
て、車輪速度の加速度により判断するタイヤスリップ判
定部と、該タイヤスリップ判定部でのタイヤスリップ判
定およびアクセル開度の各信号からライン圧を高圧に指
示する高圧制御部とを有し、該高圧制御部は、タイヤス
リップとアクセル踏み込みの信号に基づき、上記ソレノ
イド弁によりライン圧を高圧側に切り換え、かつ、アク
セル開放後、所定時間ライン圧を高圧側に保持すること
を特徴としている。In order to achieve the above object, a line pressure control device according to the present invention uses a hydraulic pressure control system of a continuously variable transmission that has a solenoid valve that controls a line pressure by an electric signal in a line pressure control system, and makes a determination based on wheel speed acceleration. A tire slip determination unit, and a high pressure control unit that instructs the line pressure to be high from each signal of the tire slip determination and the accelerator opening degree in the tire slip determination unit, and the high pressure control unit includes a tire slip and accelerator depression. The line pressure is switched to the high pressure side by the solenoid valve based on the above signal, and the line pressure is maintained at the high pressure side for a predetermined time after the accelerator is released.
上記構成に基づき、低μ路等での加速時に車輪速度の
加速度が大きい場合にタイヤスリップ判定部においてタ
イヤスリップが判断されると、このタイヤスリップ状態
では高圧制御部からの信号によりライン圧が高圧側に指
示され、ライン圧が高圧側に制御される。さらに、タイ
ヤスリップ発生時においてアクセル開放後においても、
所定時間、ライン圧が高圧側に保持されるので、無段変
速機のセカンダリプーリ側のプーリ押付力，即ちベルト
クランプ力が増大する。特に、アクセルが開放された際
にタイヤスリップからグリップ状態に移行して急速に回
転変化する場合も、プライマリプーリ，セカンダリプー
リおよびベルトは高いクランプ力により、スリップする
ことなく追従回転するようになる。Based on the above configuration, when the tire slip is determined by the tire slip determination unit when the acceleration of the wheel speed is large during acceleration on a low μ road or the like, in this tire slip state, the line pressure is increased by a signal from the high pressure control unit. Side, and the line pressure is controlled to the high pressure side. Furthermore, even after releasing the accelerator when tire slip occurs,
Since the line pressure is maintained on the high pressure side for a predetermined time, the pulley pressing force on the secondary pulley side of the continuously variable transmission, that is, the belt clamping force increases. In particular, even when the accelerator shifts from a tire slip to a grip state when the accelerator is released and the rotation rapidly changes, the primary pulley, the secondary pulley, and the belt follow the rotation without slipping due to the high clamping force.
以下、本発明の実施例を図面に基づいて具体的に説明
する。Hereinafter, embodiments of the present invention will be specifically described with reference to the drawings.
第１図において、フロントエンジン・フロントドライ
ブ（FF）ベースの横置きトランスアクスル型で電磁粉式
クラッチを組合わせたベルト式無段変速機について説明
する。FIG. 1 illustrates a belt-type continuously variable transmission in which a front engine / front drive (FF) -based transverse transaxle-type electromagnetic powder clutch is combined.
符号１は電磁粉式クラッチ、２は前後進切換装置、３
は無段変速機、４はフロントデフ装置である。そしてク
ラッチハウジング６の一方の電磁粉式クラッチ１が収容
され、そのクラッチハウジング６の他方と、そこに接合
されるメインケース7,更にメインケース７のクラッチハ
ウジング６と反対側に接合されるサイドケース８の内部
に、前後進切換装置2,無断変速機3,フロントデフ装置４
が収容される。1 is an electromagnetic powder type clutch, 2 is a forward / reverse switching device, 3
Denotes a continuously variable transmission, and 4 denotes a front differential device. Then, one of the electromagnetic powder type clutches 1 of the clutch housing 6 is housed therein, the other of the clutch housing 6 and the main case 7 joined thereto, and a side case joined to the main case 7 on the side opposite to the clutch housing 6. 8, a forward / reverse switching device 2, a continuously variable transmission 3, a front differential device 4
Is accommodated.
電磁粉式クラッチ１は、エンジンのクランク軸10にド
ライブプレート11を介して一体結合するリング状のドラ
イブメンバ12,変速機入力軸13に回転方向に一体的にス
プライン結合するディスク状のドリブンメンバ14を有す
る。そしてドリブンメンバ14の外周部側にコイル15が内
蔵されて、両メンバ12,14の間に円周に沿いギャップ16
が形成され、このギャップ16に電磁粉を有する。またコ
イル15を具備するドリブンメンバ14のハブ部のスリップ
リング18には、給電用ブラシ19が摺接し、スリップリン
グ18から更にドリブンメンバ14内部を通りコイル15に結
線されてクラッチ電流回路が構成されている。The electromagnetic powder type clutch 1 includes a ring-shaped drive member 12 integrally connected to a crankshaft 10 of an engine via a drive plate 11, and a disk-shaped driven member 14 integrally spline-connected to a transmission input shaft 13 in a rotational direction. Having. A coil 15 is built in on the outer peripheral side of the driven member 14, and a gap 16 is formed between the members 12 and 14 along the circumference.
Are formed, and the gap 16 has the electromagnetic powder. A power supply brush 19 is slidably in contact with the slip ring 18 at the hub of the driven member 14 having the coil 15, and is further connected from the slip ring 18 to the coil 15 through the interior of the driven member 14 to form a clutch current circuit. ing.
こうして、コイル15にクラッチ電流を流すと、ギャッ
プ16を介してドライブおよびドリブンメンバ12,14の間
に生じる磁力線により、そのギャップ16に電磁粉が鎖状
に結合して集積し、これによる結合力でドライブメンバ
12に対しドリブンメンバ14が滑りながら一体結合して、
クラッチ接続状態になる。一方、クラッチ電流をカット
すると、電磁粉によるドライブおよびドリブンメンバ1
2,14の結合力が消失してクラッチ切断状態になる。そし
てこの場合のクラッチ電流の制御を、前後進切換装置２
の操作に連動して行うようにすれば、Ｐ（パーキング）
またはＮ（ニュートラル）レンジから前進のＤ（ドライ
ブ）,Ds（スポーティドライブ）または後退のＲ（リバ
ース）レンジへの切換え時に自動的にクラッチ１が接断
して、クラッチペダル操作が不要になる。In this way, when a clutch current is applied to the coil 15, magnetic powder is generated between the drive and the driven members 12 and 14 via the gap 16, and the electromagnetic powder is coupled in a chain to the gap 16 and accumulated. With drive member
The driven member 14 slides against 12 and joins together,
The clutch is connected. On the other hand, when the clutch current is cut, the drive and driven member 1
The coupling force of 2,14 is lost, and the clutch is disconnected. The control of the clutch current in this case is performed by the forward / reverse switching device 2.
P (parking)
Alternatively, when switching from the N (neutral) range to the forward D (drive), Ds (sporty drive) or reverse R (reverse) range, the clutch 1 is automatically disconnected and the clutch pedal operation becomes unnecessary.
次いで前後進切換装置２は、上記クラッチ１からの入
力軸13と、これに同軸上に配置されたプライマリ軸20と
の間に設けられる。即ち、入力軸13に前進被係合側を兼
ねた後進用ドライブギヤ21が形成され、プライマリ軸20
には後進用被係合側のギヤ22が回転自在に嵌合してあ
り、これらのギヤ21,22が、軸23で支持されたカウンタ
ギヤ24,軸25で支持されたアイドラギヤ26を介して噛合
い構成される。そしてプライマリ軸20とギヤ21および22
との間に、切換機構27が設けられる。ここで常時噛合っ
ている上記ギヤ21,24,26,22は、クラッチ１のコイル15
を有するドリブンメンバ14に連結しており、クラッチ切
断時のこの部分の慣性マスが比較的大きい点に対応して
切換機構27は、プライマリ軸20のハブ28にスプライン嵌
合するスリーブ29が、シンクロ機構30,31を介して各ギ
ヤ21,22に噛合い結合するように構成されている。Next, the forward / reverse switching device 2 is provided between the input shaft 13 from the clutch 1 and the primary shaft 20 arranged coaxially with the input shaft 13. That is, a reverse drive gear 21 also serving as the forward engaged side is formed on the input shaft 13, and the primary shaft 20
The reversely engaged gear 22 is rotatably fitted to the gears 21 and 22, and these gears 21 and 22 are connected via a counter gear 24 supported by a shaft 23 and an idler gear 26 supported by a shaft 25. Meshing is configured. And the primary shaft 20 and gears 21 and 22
, A switching mechanism 27 is provided. Here, the gears 21, 24, 26, 22 which are always meshed with each other are
In response to the fact that the inertia mass of this portion when the clutch is disconnected is relatively large, the switching mechanism 27 has a sleeve 29 that is spline-fitted to the hub 28 of the primary shaft 20. The gears 21 and 22 are configured to mesh with each other via mechanisms 30 and 31.
これによりＰまたはＮレンジの中立位置では、切換機
構27のスリーブ29がハブ28とのみ嵌合して、プライマリ
軸20が入力軸13から切離される。次いでスリーブ29を、
シンクロ機構30を介してギヤ21側に噛合わすと、入力軸
13に対しプライマリ軸20が直結してＤまたはDsレンジの
前進状態になる。一方、スリーブ29を、逆にシンクロ機
構31を介してギヤ22側に噛合わせると、入力軸13はギヤ
21,24,26,22を介してプライマリ軸20に連結され、エン
ジン動力が逆転してＲレンジの後進状態になる。Thus, at the neutral position of the P or N range, the sleeve 29 of the switching mechanism 27 is fitted only with the hub 28, and the primary shaft 20 is separated from the input shaft 13. Then the sleeve 29,
When the gear 21 meshes with the gear 21 via the synchronization mechanism 30, the input shaft
The primary shaft 20 is directly connected to the motor 13 so as to move forward in the D or Ds range. On the other hand, when the sleeve 29 is engaged with the gear 22 via the synchronization mechanism 31, the input shaft 13
It is connected to the primary shaft 20 via 21, 24, 26, and 22, and the engine power is reversed to enter the reverse range of the R range.
無段変速機３は、上記プライマリ軸20に対しセカンダ
リ軸35が平行配置され、これらの両軸20,35にそれぞれ
プライマリプーリ36,セカンダリプーリ37が設けられ、
かつ両プーリ36,37の間にエンドレスの駆動ベルト34が
掛け渡してある。プライマリプーリ36,セカンダリプー
リ37はいずれも２分割に構成され、一方の固定プーリ36
a,37aに対し、他方の可動プーリ36b,37bがプーリ間隔を
可変にすべく移動可能にされ、可動プーリ36b,37bに
は、それ自体ピストンを兼ねた油圧サーボ装置38,39が
付設され、更にセカンダリプーリ37の可動プーリ37bに
は、プーリ間隔を狭くする方向にスプリング40が付勢さ
れている。In the continuously variable transmission 3, a secondary shaft 35 is disposed in parallel with the primary shaft 20, and a primary pulley 36 and a secondary pulley 37 are provided on both of the shafts 20 and 35, respectively.
An endless drive belt 34 extends between the pulleys 36 and 37. The primary pulley 36 and the secondary pulley 37 are both divided into two parts, and one of the fixed pulleys 36
a, 37a, the other movable pulley 36b, 37b is made movable to make the pulley interval variable, and the movable pulleys 36b, 37b are provided with hydraulic servo devices 38, 39 which also serve as pistons themselves, Further, a spring 40 is biased on the movable pulley 37b of the secondary pulley 37 in a direction to reduce the pulley interval.
また油圧制御系として、作動源のオイルポンプ41がプ
ライマリプーリ36の隣りに設置される。このオイルポン
プ41は、高圧用のギヤポンプであり、ポンプ駆動軸42
が、プライマリプーリ36,プライマリ軸20および入力軸1
3の内部を貫通してクランク軸10に直結し、エンジン運
転中、常に油圧を生じるようになっている。そしてこの
オイルポンプ41の油圧を制御して、各油圧サーボ装置3
8,39に給排油し、プライマリプーリ36とセカンダリプー
リ37のプーリ間隔を逆の関係に変化して、駆動ベルト34
のプーリ36,37におけるプーリ比を無段階に変換し、無
段変速した動力をセカンダリ軸35に出力する。As a hydraulic control system, an oil pump 41 as an operation source is installed next to the primary pulley 36. The oil pump 41 is a gear pump for high pressure, and has a pump drive shaft 42.
But the primary pulley 36, primary shaft 20 and input shaft 1
3, and is directly connected to the crankshaft 10, so that oil pressure is constantly generated during engine operation. By controlling the oil pressure of the oil pump 41, each hydraulic servo device 3 is controlled.
8, 39, and the pulley interval between the primary pulley 36 and the secondary pulley 37 is changed to the opposite
The pulley ratio of the pulleys 36 and 37 is continuously changed, and the power having the continuously variable speed is output to the secondary shaft 35.
フロントデフ装置４は、上記無段変速機３の高速段側
最小プーリ比が、例えば0.5と非常に小さく、このため
セカンダリ軸35の回転数が大きい点に鑑み、セカンダリ
軸35に対し１組の中間減速ギヤ43a,43bを介して出力軸4
4が連結される。そしてこの出力軸44のドライブギヤ45
に、ファイナルギヤ46が噛合し、ファイナルギヤ46から
差動機構47を介して左右の前輪の車軸48a,48bに伝動構
成される。In view of the fact that the high-speed-stage-side minimum pulley ratio of the continuously variable transmission 3 is very small, for example, 0.5, and thus the rotational speed of the secondary shaft 35 is large, the front differential device 4 Output shaft 4 via intermediate reduction gears 43a and 43b
4 is linked. And the drive gear 45 of this output shaft 44
The final gear 46 meshes with the gears, and is transmitted from the final gear 46 to the left and right front wheel axles 48a and 48b via the differential mechanism 47.
第２図において、無段変速機３の油圧制御系について
説明すると、プライマリ油圧サーボ装置38において、プ
ライマリ軸20と一体的なシリンダ38aに可動プーリ36bが
嵌合し、シリンダ38a内に給，排油することによるプラ
イマリ圧を生じる。またセカンダリ油圧サーボ装置39に
おいても、セカンダリ軸35と一体的なシリンダ39aに可
動プーリ37bが嵌合し、シリンダ39a内にライン圧が導入
される。ここで可動プーリ37bに比べて可動プーリ36bの
方が、受圧面積が大きくなっており、プライマリ圧のみ
による変速制御を可能にしている。Referring to FIG. 2, the hydraulic control system of the continuously variable transmission 3 will be described. In the primary hydraulic servo device 38, a movable pulley 36b is fitted to a cylinder 38a integral with the primary shaft 20 to supply and discharge the cylinder 38a. A primary pressure is created by oiling. Also in the secondary hydraulic servo device 39, the movable pulley 37b is fitted to a cylinder 39a integral with the secondary shaft 35, and a line pressure is introduced into the cylinder 39a. Here, the movable pulley 36b has a larger pressure receiving area than the movable pulley 37b, and enables the speed change control using only the primary pressure.
そして油溜70からオイルポンプ41により汲み上げられ
たオイルは、油路71aを介してライン圧調整弁90に導か
れ、油路71aから分岐するライン圧の油路71bが、セカン
ダリシリンダ39aに常にライン圧を導入すべく連通す
る。油路71aから分岐する油路71cは変速比制御弁100に
連通し、この変速比制御弁100とプライマリシリンダ38a
との間に油路72が連通する。またプライマリシリンダ38
aの個所には、クラッチ係合後の変速制御において、エ
ンジン回転数に応じた制御圧としてのピトー圧を取出す
ピトー圧センサ73が設置され、このピトー圧センサ73か
らのピトー圧が、油路74を介してライン圧調整弁90,変
速比制御弁100に導かれる。The oil pumped from the oil reservoir 70 by the oil pump 41 is guided to the line pressure regulating valve 90 via the oil passage 71a, and the oil passage 71b of the line pressure branched from the oil passage 71a is always connected to the secondary cylinder 39a. Communicate to introduce pressure. The oil passage 71c branched from the oil passage 71a communicates with the speed ratio control valve 100, and the speed ratio control valve 100 and the primary cylinder 38a
And an oil passage 72 communicates with the oil passage. Also the primary cylinder 38
At a position a, a pitot pressure sensor 73 for taking out a pitot pressure as a control pressure according to the engine speed in the shift control after the clutch is engaged is provided, and the pitot pressure from the pitot pressure sensor 73 is supplied to an oil passage. It is guided to a line pressure adjusting valve 90 and a speed ratio control valve 100 via 74.
更に、エンジン回転数の低い状態を含む広範囲で変速
制御を行うＤレンジに対し、エンジン回転数の高い範囲
に限定して変速制御を行い、アクセル開放の場合にエン
ジンブレーキ作用するDsレンジを得る油圧系として、ラ
イン圧調整弁90からのドレン油路75aにリリーフ弁76が
設けられ、のリリーフ弁76の上流側から分岐する潤滑油
圧回路の油路75bが、セレクト位置検出弁130に連通し、
油路75bから更に分岐する油路75cが、変速比制御弁100
のエンジンブレーキ用アクチュエータ140に連通してい
る。Further, in contrast to the D range in which shift control is performed in a wide range including a state in which the engine speed is low, the shift control is performed only in a high engine speed range to obtain a Ds range in which engine braking works when the accelerator is released. As a system, a relief valve 76 is provided in a drain oil passage 75a from the line pressure adjusting valve 90, and an oil passage 75b of a lubricating hydraulic circuit branched from an upstream side of the relief valve 76 communicates with the select position detection valve 130,
The oil passage 75c further branched from the oil passage 75b is provided with the speed ratio control valve 100.
Of the engine brake 140.
上記潤滑油圧回路の油路75aから分岐する油路75dはベ
ルト34の内周上に配置されるベルト潤滑ノズル77に、油
路75eはピトー圧センサ73のオイル供給口78に連通し、
油路75eはチェック弁79,オイルクーラ80を介して油溜70
側に連通する。セカンダリシリンダ39aの油圧室39bと反
対側にはバランサ室39cが設けられ、オイルクーラ80の
出口側油路８がバランサ室39cに連通してオイルを満た
し、油圧室39bの遠心油圧をバランサ室39cで相殺するよ
うになっている。また、変速比制御弁100のドレン油路8
2の途中にはチェック弁83を具備したシフトロック弁84
が設けられ、チェック弁83の上流の油路82と上記油路75
bとの間にはプリフィーリング用油路85が連通する。な
お、各油路の途中，大気開口部にはオリフィス86が設け
られている。An oil passage 75d branched from the oil passage 75a of the lubricating hydraulic circuit communicates with a belt lubrication nozzle 77 disposed on the inner periphery of the belt 34, and an oil passage 75e communicates with an oil supply port 78 of the pitot pressure sensor 73,
The oil passage 75e is connected to the oil reservoir 70 via a check valve 79 and an oil cooler 80.
Communicate with the side. A balancer chamber 39c is provided on the side of the secondary cylinder 39a opposite to the hydraulic chamber 39b. The outlet oil passage 8 of the oil cooler 80 communicates with the balancer chamber 39c to fill the oil, and the centrifugal oil pressure of the hydraulic chamber 39b is reduced by the balancer chamber 39c. To offset. Also, the drain oil passage 8 of the speed ratio control valve 100
In the middle of 2, a shift lock valve 84 equipped with a check valve 83
The oil passage 82 upstream of the check valve 83 and the oil passage 75 are provided.
A pre-feeling oil passage 85 communicates with b. An orifice 86 is provided in the middle of each oil passage at the air opening.
ライン圧調整弁90は、弁本体91,スプール92,スプール
92の一方のブッシュ93との間に付勢されるスプリング94
を有し、プライマリ可動プーリ36bに掛合して実際の変
速比を検出するセンサシュー95が、潤滑通路を兼ねた軸
管96で移動可能に支持されてブッシュ93に連結する。弁
本体91において、スプール92のスプリング94と反対側の
ポート91aには油路74のピトー圧が作用し、このポート9
1aの隣りにドレンポート91bが設けられ、それと隣接す
るポート91cに油路71aのライン圧が作用する。また、ポ
ート91cの隣りにライン圧が導かれるポート91dとドレン
ポート91eとを有し、スプール92のランドチャンファ部9
2aによりドレン量を変化して調圧するようになってお
り、ドレンポート91eの隣りのスプリング94側にライン
圧２段切換用ポート91fが設けられる。The line pressure adjusting valve 90 includes a valve body 91, a spool 92, and a spool.
Spring 94 biased between one bush 93 of 92
A sensor shoe 95 that engages with the primary movable pulley 36b and detects an actual gear ratio is movably supported by a shaft tube 96 also serving as a lubrication passage, and is connected to the bush 93. In the valve body 91, the pitot pressure of the oil passage 74 acts on the port 91a of the spool 92 on the side opposite to the spring 94, and this port 9
A drain port 91b is provided adjacent to 1a, and the line pressure of the oil passage 71a acts on the port 91c adjacent thereto. Further, a port 91d to which line pressure is guided and a drain port 91e are provided adjacent to the port 91c, and the land chamfer portion 9 of the spool 92 is provided.
The pressure is adjusted by changing the drain amount by 2a, and a two-stage line pressure switching port 91f is provided on the spring 94 side adjacent to the drain port 91e.
一方、ライン圧の油路71cにはライン圧２段切換用ソ
レノイド弁97が設けられる。このライン圧２段切換用ソ
レノイド弁97は三方弁であり、上記ライン圧２段切換用
ポート91fに接続する油路98を油路71c側とドレン側に選
択的に連通するもので、通電により油路71cと98とを接
続してライン圧２段切換用ポート91fにライン圧を導
き、非通電により油路98をドレンする構成である。On the other hand, a line pressure two-stage switching solenoid valve 97 is provided in the line pressure oil passage 71c. The line pressure two-stage switching solenoid valve 97 is a three-way valve, and selectively connects the oil passage 98 connected to the line pressure two-stage switching port 91f to the oil passage 71c and the drain side. The configuration is such that the oil passages 71c and 98 are connected to each other to guide the line pressure to the line pressure two-stage switching port 91f, and the oil passage 98 is drained by non-energization.
こうして、スプール92のスプリング94は変速比が大き
い程スプリング力が大きくなり、このスプリング力がラ
イン圧上昇側に作用する。また、ポート91cとライン圧
２段切換用ポート91fのライン圧はライン圧低下側に作
用し、これら両者のバランスでライン圧制御される。ス
プール92の端部のピトー圧は、エンジン回転数と共にポ
ンプ吐出量が変化した場合にスプール92のバランス点を
調整するように作用する。Thus, the spring force of the spring 94 of the spool 92 increases as the gear ratio increases, and this spring force acts on the line pressure increasing side. Further, the line pressure at the port 91c and the line pressure two-stage switching port 91f acts on the line pressure lowering side, and the line pressure is controlled by a balance between these two. The pitot pressure at the end of the spool 92 acts to adjust the balance point of the spool 92 when the pump discharge amount changes with the engine speed.
そこで、スプリング94のバランス点のスプリング力F,
ライン圧ＰL，ポート91cとライン圧２段切換用ポート91
fの受圧面積差をＡL,Acとすると、ライン圧２段切換用
ソレノイド弁97が非通電の場合は、 ＡL・ＰL＝Ｆ が成立して、ライン圧はＰL＝F/ALにより高圧制御され
る。Therefore, the spring force F, at the balance point of the spring 94,
Line pressure PL, port 91c and line pressure two-stage switching port 91
Assuming that the pressure receiving area difference of f is AL, Ac, when the line pressure two-stage switching solenoid valve 97 is not energized, AL · PL = F is established, and the line pressure is controlled to be high by PL = F / AL. You.
また、ソレノイド弁97が通電すると、 （ＡL＋Ac）・ＰL＝Ｆ が成立して、ライン圧はＰL＝F/（ＡL＋Ac）により低圧
制御される。こうしてライン圧は、変速比に応じて変化
するスプリング力で無段階に制御され、更にライン圧２
段切換用ソレノイド弁97によりライン圧のレベルが低，
高２段階に制御されて、プーリ押付力を生じるようにな
る。When the solenoid valve 97 is energized, (AL + Ac) · PL = F is established, and the line pressure is controlled to be low by PL = F / (AL + Ac). In this way, the line pressure is steplessly controlled by the spring force that changes according to the gear ratio.
The line pressure level is low due to the stage switching solenoid valve 97,
The pulley pressing force is generated by being controlled in two stages.
変速比制御弁100は、弁本体101の一方にスプール102
を有し、スプール102の一端のポート101aにはピトー圧
がチェック弁103またはオリフィス104を介して作用し、
その他端にはロースピードスプリング105,ハイスピード
スプリング106が付勢する。またスプール102の中央のポ
ート101bは油路72に、その左右のポート101c,101dはド
レン油路82,ライン圧油路71cに連通し、スプール102の
溝部102aによりプライマシリンダ38aに給，排油してプ
ライマリ圧を生じるようになっている。The speed ratio control valve 100 includes a spool 102 on one side of a valve body 101.
Pitot pressure acts on the port 101a at one end of the spool 102 via the check valve 103 or the orifice 104,
At the other end, a low speed spring 105 and a high speed spring 106 are urged. The center port 101b of the spool 102 communicates with the oil passage 72, and the left and right ports 101c and 101d communicate with the drain oil passage 82 and the line pressure oil passage 71c. To generate a primary pressure.
弁本体101の他方にはプランジャ107を有し、このプラ
ンジャ107にロッド108の一端がスプリング109を介して
挿入され、ロッド108の他端のローラ108aにアクセル開
度に応じて回動するシフトカム110が摺接する。プラン
ジャ107にはガイド111が取付けられてスプリング105を
受けており、こうしてシフトカム110の回動に応じてス
プリング105の力を変化している。ここで、プランジャ1
07には油路74のピトー圧が導かれており、プランジャ10
7に作用するスプリング反力をピトー圧で受けて、シフ
トカム110の操作力の軽減を図るようになっている。The other end of the valve body 101 has a plunger 107, and one end of a rod 108 is inserted into the plunger 107 via a spring 109, and a shift cam 110 which rotates on a roller 108a at the other end of the rod 108 according to the accelerator opening. Comes into sliding contact. The guide 111 is attached to the plunger 107 and receives the spring 105. Thus, the force of the spring 105 is changed according to the rotation of the shift cam 110. Where plunger 1
The pitot pressure of oil passage 74 is led to 07, and plunger 10
The shift force of the shift cam 110 is reduced by receiving the spring reaction force acting on the shift lever 7 by the pitot pressure.
更に、プランジャ107とスプリング106との間には機械
式モジュレータ機構120が設けられる。このモジュレー
タ機構120は、プランジャ107とガイド111内部のスプリ
ング受け112との間に可変機構121を有し、この可変機構
121がリンク122を介してセンサシュー95に連結して成
る。そして変速比が小さい変速段に移行するに従って可
変機構121により、スプリング106の力を漸増するように
モジュレータ作用する。Further, a mechanical modulator mechanism 120 is provided between the plunger 107 and the spring 106. The modulator mechanism 120 has a variable mechanism 121 between the plunger 107 and a spring receiver 112 inside the guide 111.
121 is connected to the sensor shoe 95 via a link 122. The variable mechanism 121 acts as a modulator so as to gradually increase the force of the spring 106 as the gear ratio shifts to a smaller gear.
こうして、スプール102にはピトー圧とシフトカム110
によるアクセル開度に応じたスプリング105の力が作用
する。そして両者のバランスで所定のプライマリ圧を生
じて変速比を定め、車速の増大でピトー圧が上昇するの
に応じて高速段にアップシフトすべく変速比制御する。
このとき、スプール102にはモジュレータ機構120により
更に変速比に応じたスプリング106の力が付与すること
で、高速段へのアップシフトに応じてエンジン回転数を
順次上昇するようになる。Thus, the pitot pressure and the shift cam 110 are
The force of the spring 105 acts according to the accelerator opening. Then, a gear ratio is determined by generating a predetermined primary pressure in a balance between the two, and gear ratio control is performed so as to upshift to a higher gear as the pitot pressure increases with an increase in vehicle speed.
At this time, the force of the spring 106 according to the gear ratio is further applied to the spool 102 by the modulator mechanism 120, so that the engine speed is sequentially increased according to the upshift to the high speed stage.
セレクト位置検出弁130は、弁本体131にドレン孔132
を有する弁体133が挿入され、弁体133にはセレクトレバ
ー136の操作に応じて回動するカム135が当接してある。
ここでカム135において、D,N,Rのレンジ位置は凸部135a
であり、両端のP,Dsのレンジ位置は凹部135bになってお
り、上記D,N,Rの各レンジでドレン孔132を閉じて操作油
圧を生じる。また、P,Dsレンジでドレン孔132が開く際
は、オリフィス86により上流側の油路75aの油圧の低下
を防ぐようになっている。The select position detection valve 130 is provided with a drain hole 132 in the valve body 131.
Is inserted, and a cam 135 that rotates in response to the operation of the select lever 136 is in contact with the valve body 133.
Here, in the cam 135, the range position of D, N, R is the convex portion 135a.
The P and Ds range positions at both ends are concave portions 135b, and the drain hole 132 is closed in each of the D, N, and R ranges to generate operating hydraulic pressure. Also, when the drain hole 132 is opened in the P, Ds range, the orifice 86 prevents a decrease in the hydraulic pressure of the upstream oil passage 75a.
エンジンブレーキ用アクチュエータ140は、シリンダ1
41にピストン142が挿入され、このピストン142の一方に
リターン用スプリング143が付勢され、その他方のピス
トン室144に油路75bの操作油圧が油路75cを介して導か
れる。また、ピストン142の先端のストッパ142a,変速比
制御弁100のロッド108のローラピン108bおよびセンサシ
ュー95の間に、押込みレバーを兼ねたDsレンジ特性補正
用のモディファイ機構145のレバー146が係合可能に設け
られる。The engine brake actuator 140 is
The piston 142 is inserted into the piston 41, a return spring 143 is urged to one of the pistons 142, and the operating oil pressure of the oil passage 75b is guided to the other piston chamber 144 via the oil passage 75c. Also, a lever 146 of a Ds range characteristic correction mechanism 145 that doubles as a pushing lever can be engaged between the stopper 142a at the tip of the piston 142, the roller pin 108b of the rod 108 of the speed ratio control valve 100, and the sensor shoe 95. Is provided.
こうして、P,Dsレンジで操作油圧が無い場合は、ピス
トン142のストッパ142aによりレバー146を揺動してロッ
ド108を強制的に所定のストローク押込み、変速領域を
エンジン回転数の高い側に制限し、これによりDsレンジ
でエンジンブレーキ作用する。そしてこの状態で所定の
変速比に達すると、レバー146にセンサシュー95が係合
し、これ以降は変速比の増大に応じてセンサシュー95に
よりレバー146が逆方向に揺動し、ピストン142,ロッド1
08を順次元の位置に引き戻すようになる。Thus, when there is no operating oil pressure in the P and Ds ranges, the lever 142 is swung by the stopper 142a of the piston 142 to forcibly push the rod 108 by a predetermined stroke, thereby limiting the shift range to a higher engine speed. Thus, the engine brake works in the Ds range. When a predetermined gear ratio is reached in this state, the sensor shoe 95 engages with the lever 146, and thereafter, the lever 146 swings in the opposite direction by the sensor shoe 95 in accordance with the increase of the gear ratio, and the piston 142, Rod 1
08 will be returned to the position of the forward dimension.
第３図において、ライン圧制御のソレノイド弁97の電
子制御系について述べる。In FIG. 3, an electronic control system of the solenoid valve 97 for line pressure control will be described.
先ず、エンジン側の負圧センサ150とエンジン回転数
センサ151の信号が制御ユニット160のエンジントルク算
出部161に入力してエンジントルクをマップ上から算出
し、このエンジントルク信号が動作モード判定部162に
入力する。また、イグニッションスイッチ152,車速セン
サ153,アクセルスイッチ154の信号が入力する始動走行
検出部163を有し、エンジン始動後の走行で所定車速に
達するまでを検出する。インヒビタスイッチ155とアク
セルスイッチ154の信号が入力するDs,Rレンジ走行検出
部164を有し、Ds,Rの走行を検出する。更に、ブレーキ
スイッチ156と車速センサ153の信号が入力する急ブレー
キ検出部165を有し、所定の減速度以上の急ブレーキを
検出する。これら始動走行検出部163,Ds,Rレンジ走行検
出部164,急ブレーキ検出部165の信号も動作モード判定
部162に入力し、動作モード判定部162は定常走行では低
圧設定部166,出力部167を介してソレノイド弁97に通電
する。一方、所定のエンジントルク以上，エンジン始動
後の走行で所定の車速に達する前,Ds,Rの走行，急ブレ
ーキの各条件では、ソレノイド弁97を非通電するように
構成される。First, the signals of the negative pressure sensor 150 and the engine speed sensor 151 on the engine side are input to an engine torque calculation unit 161 of the control unit 160 to calculate the engine torque from a map. To enter. The vehicle also has a start traveling detection section 163 to which signals from an ignition switch 152, a vehicle speed sensor 153, and an accelerator switch 154 are input, and detects until the vehicle reaches a predetermined vehicle speed during traveling after the engine is started. It has a Ds, R range running detection unit 164 to which signals from the inhibitor switch 155 and the accelerator switch 154 are input, and detects running of Ds, R. Further, it has a sudden brake detecting unit 165 to which signals from the brake switch 156 and the vehicle speed sensor 153 are input, and detects a sudden brake at or above a predetermined deceleration. The signals of the start traveling detection section 163, Ds, R range traveling detection section 164, and sudden braking detection section 165 are also input to the operation mode determination section 162, and the operation mode determination section 162 outputs a low pressure setting section 166 and an output section 167 in steady traveling. The solenoid valve 97 is energized through. On the other hand, the solenoid valve 97 is de-energized under the conditions of a predetermined engine torque or more, before the vehicle speed reaches the predetermined vehicle speed after the start of the engine, Ds and R running, and sudden braking.
更に、タイヤスリップ時のベルトスリップ防止対策に
ついて述べると、車速センサ153の車輪速度Vwが入力す
る加速度検出部170を有し、加速度dVw/dtを算出する。
この加速度dVw/dtはタイヤスリップ判定部171に入力
し、乾燥路面では生じ得ない設定値Ｇに対しdVw/dt≧Ｇ
の場合にタイヤスリップを判断する。タイヤスリップ判
定部171,負圧センサ150のアクセル開度，タイマ172の信
号は高圧制御部173に入力し、タイヤスリップ時はアク
セル開放後も所定時間Ｔだけ動作モード判定部162にラ
イン圧高圧を指示するようになっている。Furthermore, to describe a belt slip prevention measure at the time of tire slip, the vehicle speed sensor 153 has an acceleration detection unit 170 to which the wheel speed Vw is input, and calculates an acceleration dVw / dt.
This acceleration dVw / dt is input to the tire slip determination unit 171 and dVw / dt ≧ G with respect to a set value G that cannot occur on a dry road surface.
In the case of, the tire slip is determined. The tire slip determination unit 171, the accelerator opening of the negative pressure sensor 150, and the signal of the timer 172 are input to the high pressure control unit 173, and when the tire slips, the operation mode determination unit 162 applies the line pressure high pressure for a predetermined time T after the accelerator is released. It is designed to be instructed.
次いで、このように構成された無段変速機制御系の作
用について説明する。Next, the operation of the thus-configured continuously variable transmission control system will be described.
先ず、車両停止または走り始めの変速開始前には、ラ
イン圧調整弁90で調圧されたライン圧が油路71bにより
セカンダリシリンダ39aにのみ導入しており、プライマ
リシリンダ38aは変速比制御弁100によりドレン油路82に
連通している。そのため無断変速機３では、駆動ベルト
34のプライマリプーリ36に対しセカンダリプーリ37の巻
付け径が最も大きく、最大変速比iLの低速段となる。次
いで、走行後にピトー圧センサ73のピトー圧が上昇して
変速比制御弁100のスプール102が移動し、油路71cのラ
イン圧が油路72を介してプライマリシリンダ38aに供給
されると、プリフィル作用で直ちにプライマリ圧を生じ
てアップシフトを開始する。そしてプライマリ圧の上昇
により、駆動ベルト34のプライマリプーリ36に対する巻
付け径が増し、最終的には最小変速比iHの高速段に無段
変速する。First, before the shift is started when the vehicle stops or starts running, the line pressure regulated by the line pressure regulating valve 90 is introduced only to the secondary cylinder 39a through the oil passage 71b, and the primary cylinder 38a is connected to the speed ratio control valve 100. To communicate with the drain oil passage 82. Therefore, in the continuously variable transmission 3, the drive belt
The winding diameter of the secondary pulley 37 is the largest with respect to the primary pulley 36 of 34, and this is the low speed stage with the maximum speed ratio iL. Next, after traveling, the pitot pressure of the pitot pressure sensor 73 increases and the spool 102 of the speed ratio control valve 100 moves, and when the line pressure of the oil passage 71c is supplied to the primary cylinder 38a via the oil passage 72, the prefill The action immediately generates a primary pressure and starts an upshift. Then, the winding diameter of the drive belt 34 around the primary pulley 36 increases due to the increase in the primary pressure, and finally the stepless speed change is performed to the high speed step having the minimum speed ratio iH.
そこで、上記無段変速におけるライン圧の作用につい
て述べる。Therefore, the operation of the line pressure in the continuously variable transmission will be described.
先ず、Ｄレンジでの定常走行時には、制御ユニット16
0の動作モード判定部162によりソレノイド弁97が通電し
て、ライン圧調整弁90の切換用ポート91fに油路71cのラ
イン圧が油路98を介して導入される。そこでライン圧調
整弁90は、２つのポート91c,91fのライン圧とセンサシ
ュー95による変速比に応じたスプリング力との関係で調
圧され、ライン圧レベルが全体的に低くなる。ここで変
速比の大きい低速段では、スプリング力が大きくなっ
て、スプール92のチャンファ部92aによるドレン量を減
じるため、ライン圧は高くなり、高速段に移行するのに
伴いスプリング力が減少してライン圧を徐々に低下する
のであり、こうして第４図の曲線ＰLlのような特性にな
る。First, during steady driving in the D range, the control unit 16
The solenoid valve 97 is energized by the 0 operation mode determination unit 162, and the line pressure of the oil passage 71c is introduced into the switching port 91f of the line pressure adjustment valve 90 via the oil passage 98. Therefore, the line pressure adjusting valve 90 is regulated by the relationship between the line pressure of the two ports 91c and 91f and the spring force according to the gear ratio by the sensor shoe 95, and the line pressure level is reduced as a whole. Here, in the low speed stage where the gear ratio is large, the spring force increases, and the drain amount by the chamfer portion 92a of the spool 92 decreases, so that the line pressure increases and the spring force decreases as the shift to the high speed stage occurs. The line pressure is gradually reduced, and thus the characteristics are as shown by the curve PLI in FIG.
次いで、所定のエンジントルク以上の高負荷時,Dsレ
ンジによるパワーモード走行時，急ブレーキ時において
は、制御ユニット160の動作モード判定部162によりソレ
ノイド弁97が非通電して、ライン圧調整弁90のライン圧
２段切換用ポート91fをドレンするように切換える。こ
のためライン圧調整弁90のスプール92は、ライン圧高圧
側にシフトすることになり、ライン圧レベルが高くなっ
て第４図の曲線ＰLhのような特性になる。ここで、特性
ＰLlとＰLhとの比は全ての変速比で一定化する。Next, at the time of high load exceeding a predetermined engine torque, at the time of driving in the power mode in the Ds range, and at the time of sudden braking, the solenoid valve 97 is de-energized by the operation mode determination unit 162 of the control unit 160, and the line pressure adjusting valve 90 Of the line pressure two-stage switching port 91f. For this reason, the spool 92 of the line pressure adjusting valve 90 shifts to the line pressure high pressure side, and the line pressure level increases, resulting in a characteristic like a curve PLh in FIG. Here, the ratio between the characteristics PLl and PLh is constant at all speed ratios.
こうして、低，中負荷の定常走行では、低圧レベルの
ライン圧で伝達トルクに略見合ったプーリ押付力を生
じ、プーリ押付力の過多が回避される。そして高負荷,D
sレンジのパワーモード走行等では、高圧レベルのライ
ン圧でこの場合の伝達トルクに略見合ったプーリ押付力
になり、かかる走行および急ブレーキ時のベルトスリッ
プが確実に防止される。また、エンジン始動後、ベルト
34およびプライマリプーリ36,セカンダリプーリ37が回
り始める際に、両者の関係が常に正常とは限らないが、
この場合は一時的に高圧レベルのライン圧でベルト張力
と共にベルトおよびプーリの正常な位置関係が確保され
る。In this manner, in steady running at low and medium loads, a pulley pressing force substantially corresponding to the transmission torque is generated at a low pressure line pressure, and an excessive pulley pressing force is avoided. And high load, D
In the s range power mode running or the like, the pulley pressing force substantially matches the transmission torque in this case at a high line pressure, and the belt slip during running and sudden braking is reliably prevented. Also, after the engine starts, the belt
When the primary pulley 36, the secondary pulley 36, and the secondary pulley 37 start to rotate, the relationship between them is not always normal,
In this case, the normal positional relationship between the belt and the pulley is ensured together with the belt tension at the high line pressure.
なお、電気系統の故障によりソレノイド弁97が非通電
になると、ライン圧は高圧レベルに保持されることにな
り、これにより常にベルトスリップを生じないようにフ
ェイルセーフする。When the solenoid valve 97 is de-energized due to a failure in the electric system, the line pressure is maintained at a high pressure level, thereby always fail-safe so that belt slip does not occur.
更に、上述のライン圧制御を伴う車両走行時で加速度
検出部170で車輪速度の加速度dVw/dtが常に検出され
て、第５図のフローチャートが実行される。そこで、低
μ路等での加速時に車輪速度Vwが急上昇してdVw/dt≧Ｇ
の場合は、タイヤスリップ判定部171でタイヤスリップ
と判断され、このタイヤスリップとアクセル開度の条件
で高圧制御部173の出力により動作モード判定部162が高
圧設定部168を選択する。このため、ソレノイド弁97は
非通電してライン圧は第６図（ｂ）の破線のように高圧
レベルに切換わり、こうしてタイヤスリップ時にライン
圧は高圧制御される。そしてドライバがタイヤスリップ
に気付いてアクセル開放すると、タイマ172による所定
時間Ｔは高圧制御部173により高圧制御状態に保持され
る。そこで、変速比ｉがオーバドライブにシフトされて
ライン圧が低下する場合に、第６図（ｂ）の破線のよう
に高圧レベルで低下し、このシフト時のライン圧が高圧
に保持される。Further, the acceleration detecting section 170 constantly detects the acceleration dVw / dt of the wheel speed during the running of the vehicle with the above-described line pressure control, and the flowchart of FIG. 5 is executed. Therefore, when accelerating on a low μ road or the like, the wheel speed Vw sharply increases and dVw / dt ≧ G
In this case, the tire slip determining unit 171 determines that the tire is slipping, and the operation mode determining unit 162 selects the high pressure setting unit 168 based on the output of the high pressure control unit 173 under the conditions of the tire slip and the accelerator opening. For this reason, the solenoid valve 97 is de-energized, and the line pressure is switched to the high pressure level as indicated by the broken line in FIG. 6 (b). Thus, the line pressure is controlled to be high during tire slip. Then, when the driver notices the tire slip and releases the accelerator, the predetermined time T by the timer 172 is maintained in the high-pressure control state by the high-pressure control unit 173. Therefore, when the gear ratio i is shifted to overdrive and the line pressure decreases, the line pressure decreases at the high pressure level as shown by the broken line in FIG. 6B, and the line pressure during this shift is maintained at the high pressure.
従って、無段変速機３においてプライマリシリンダ38
aのプライマリ圧が最も高いと共に、セカンダリシリン
ダ39aのライン圧も高くなって、共に高いベルトクラン
プ力を生じる。そこで、上記タイヤスリップ時のアクセ
ル開放の際にプライマリプーリ36,セカンダリプーリ37
およびベルト34が急速に回転低下しても、これらはベル
トスリップを生じることなく追従回転することになる。Therefore, in the continuously variable transmission 3, the primary cylinder 38
The primary pressure of “a” is the highest, and the line pressure of the secondary cylinder 39a is also high, and both generate a high belt clamping force. Therefore, when the accelerator is released at the time of the tire slip, the primary pulley 36 and the secondary pulley 37 are released.
Even if the rotation speed of the belt 34 decreases rapidly, they rotate without causing a belt slip.
なお所定時間Ｔの経過後にアクセル開放の場合は、動
作モード判定部162により低圧設定部166が選択されて、
ライン圧は低圧レベルに復帰する。以上、本発明の一実
施例について述べたが、ソレノイド弁97によるライン圧
制御が他の方式の場合にも適用できる。また、タイヤス
リップ時にライン圧を最大の一定値に保持してもよい。If the accelerator is released after the lapse of the predetermined time T, the operation mode determination unit 162 selects the low pressure setting unit 166,
The line pressure returns to the low pressure level. Although the embodiment of the present invention has been described above, the present invention can be applied to the case where the line pressure control by the solenoid valve 97 is another method. Further, the line pressure may be kept at the maximum constant value at the time of tire slip.
以上述べてきたように、本発明によれば、 無段変速機においてタイヤスリップ時はアクセル開放
後もライン圧を高圧に制御してプライマリプーリおよび
セカンダリプーリにおけるベルトクランプ力を高く維持
するので、急速な回転変化に伴うベルトスリップを確実
に防止し得る。As described above, according to the present invention, when the tire is slipping in the continuously variable transmission, the line pressure is controlled to be high even after the accelerator is released, and the belt clamping force in the primary pulley and the secondary pulley is maintained high, so Belt slip caused by a large change in rotation can be reliably prevented.
さらに、タイヤスリップは車輪速度の加速度により確
実に検出でき、油圧制御系のソレノイド弁によりライン
圧を各別に高圧制御される。Further, the tire slip can be reliably detected by the acceleration of the wheel speed, and the line pressure is individually controlled by the solenoid valve of the hydraulic control system.
また、実施例のようにソレノイド弁でライン圧を高，
低２段切換えする方式では、ライン圧の高圧制御が容易
である。Also, as in the embodiment, the line pressure is increased by the solenoid valve.
In the two-stage switching method, high-pressure control of the line pressure is easy.
第１図は本発明が適用される無段変速機の一例を示す断
面図、 第２図は油圧制御系の回路図、 第３図はライン圧制御系のブロック図、 第４図はライン圧特性図、 第５図はタイヤスリップ時の制御のフローチャート図、 第６図はスリップ発生時でのエンジン回転数、車輪速
度、車体速度、変速比、ライン圧、アクセル開度の時間
的な関係を説明するための線図である。 ３……無段変速機、97……ソレノイド弁、160……制御
ユニット、162……動作モード判定部、166……低圧設定
部、168……高圧設定部、170……加速度検出部、171…
…タイヤスリップ判定部、173……高圧制御部1 is a sectional view showing an example of a continuously variable transmission to which the present invention is applied, FIG. 2 is a circuit diagram of a hydraulic control system, FIG. 3 is a block diagram of a line pressure control system, and FIG. FIG. 5 is a flowchart of the control at the time of tire slip, and FIG. 6 is a diagram showing a time relationship among an engine speed, a wheel speed, a vehicle speed, a gear ratio, a line pressure, and an accelerator opening when a slip occurs. It is a diagram for description. 3 ... continuously variable transmission, 97 ... solenoid valve, 160 ... control unit, 162 ... operation mode determination section, 166 ... low pressure setting section, 168 ... high pressure setting section, 170 ... acceleration detection section, 171 …
… Tire slip determination unit, 173… high pressure control unit
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl.6 識別記号 ＦＩ Ｆ１６Ｈ 59:46 ──────────────────────────────────────────────────の Continued on the front page (51) Int.Cl. 6 Identification code FI F16H 59:46
Claims (1)
ライン圧を制御するソレノイド弁を有するライン圧制御
系において、 車輪速度の加速度により判断するタイヤスリップ判定部
と、 該タイヤスリップ判定部でのタイヤスリップ判定および
アクセル開度の各信号からライン圧を高圧に指示する高
圧制御部とを有し、 該高圧制御部は、タイヤスリップとアクセル踏み込みの
信号に基づき、上記ソレノイド弁によりライン圧を高圧
側に切り換え、かつ、アクセル開放後、所定時間ライン
圧を高圧側に保持することを特徴とする無段変速機のラ
イン圧制御装置。1. A tire slip judging section for judging based on an acceleration of a wheel speed in a line pressure control system having a solenoid valve for controlling a line pressure by an electric signal in a hydraulic control system of a continuously variable transmission; A high-pressure control unit that instructs the line pressure to a high pressure from each signal of the tire slip determination and the accelerator opening, and the high-pressure control unit controls the line pressure by the solenoid valve based on the signal of the tire slip and the accelerator depression. And a line pressure control device for the continuously variable transmission, wherein the line pressure is maintained at the high pressure side for a predetermined time after the accelerator is released.
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